Спроектировать привод конвейера по заданной схеме и характеристикам (WinWord97 + Corel Draw)

Содержание:

N_вых = 2,8кВт

u = 5,6; n = 1500 ^об/_мин

График нагрузки:

T₁ = T_max

Q₁ = 1

₁ = 0,1

Q₂ = 0,8

_Lh = 10000ч

1. Энергосиловой и кинематический расчет

1.1. Определение общего коэффициента полезного действия привода

_общ = _м1 ґ _з ґ _м2

₃ – кпд зубчатой передачи с учетом потерь в подшипниках

₃ = 0.97

_м1 – кпд МУВП

_м1 = 0,99

_м2 – кпд второй муфты

_м2 = 0.995

1.2. Выбор электродвигателя

N_вход = N_вых / _общ

N_вход = 2.8 / 0.955 = 2.93 кВт

Выбираем двигатель 4А90L₄

N = 2.2Квт

n = 1425 ^об/_мин

d = 24мм

 = (2.9 – 2.2) / 2.2 ґ 100% = 31.8% > 5% – этот двигатель не подходит

Беру следующий двигатель 4А100S₄

N = 3.0кВт

n = 1435 ^об/_мин

d = 28мм

1.3. Определение мощностей, частот вращения и крутящих моментов на валах.

1.3.1. Вал электродвигателя ("0")

N₀ = N_вых = 2,93кВт

n₀ = n_дв = 1435 ^об_/мин

T₀ = 9550 ґ (N₀ / n₀) = 9550 ґ (2.93 / 1435) = 19.5Hм

1.3.2. Входной вал редуктора ("1")

N₁ = N₀ ґ _м1 = 2,93 ґ 0,99 = 2,9кВт

n₁ = n₀ = 1435^об_/мин

Т₁ = 9550 ґ (N₁ / n₁) = 9550 ґ (2.9 / 1435) = 19.3 Hм

1.3.3. Выходной вал редуктора ("2")

N₂ = N₁ ґ ₃ = 2.9 ґ 0.97 = 2.813кВт

n₂ = n₁ / u = 1435 / 5.6 = 256.25 ^об_/мин

Т₂ = 9550 ґ (2,813 / 256,25) = 104,94Нм

1.3.4. Выходной вал привода ("3")

N₃ = N₂ ґ _м2

N₃ = 2.813 ґ 0.995 = 2.8кВт

n₃ = n₂ = 256.25 ^об/_мин

Т₃ = 9550 ґ N₃ / n₃

Т₃ = 9550 ґ 2,8 / 256,25 = 104,35Нм

2. Расчет зубчатой передачи

2.1. Проектировочный расчет зубчатой передачи на контактную выносливость

2.1.1. Исходные данные

n₁ = 1435^об/_мин

n₂ = 256.25^об/_мин

Т₁ = 19,3Нм

Т₂ = 104,94Нм

u = 5.6

Вид передачи – косозубая

L_n = 10000ч

2.1.2. Выбор материала зубчатых колес

Сталь 45

HB=170…215 – колеса

Для зубьев шестерни  HB₁ = 205

Для зубьев колеса  HB₂ = 205

2.1.3. Определение допускаемого напряжения на контактную выносливость

[G_H]_1,2 = (G_H01,2 ґ K_HL1,2) / S_H1,2 [МПа]

G_H0 – предел контактной выносливости поверхности зубьев

G_H0 = 2HB + 70

G_H01 = 2 ґ 205 + 70 = 480МПа

G_H02 = 2 ґ 175 + 70 = 420МПа

S_H – коэффициент безопасности

S_H1 = S_H2 = 1.1

K_HL – коэффициент долговечности

K_HL = 6  N_H0 / N_HE

N_H0 – базовое число циклов

N_H0 = 1.2 ґ 10⁷

N_HE – эквивалентное число циклов при заданном переменном графике нагрузки

N_HE = 60_n1,2L_h(T₁ / T_max)³ ґ L_hi / L_h

N_HE = 60_n1,2L_h(₁Q₁³ + ₂Q₂³ + ₃Q₃³)

n – частота вращения вала шестерни или вала зубчатого колеса

L_h – длительность службы

L_h = 10000ч

N_HE1 = 60 ґ 1435 ґ 10000 (0.1 ґ 1³ + 0.9 ґ 0.8³) = 6 ґ 10¹ ґ 1.435 ґ 10³ ґ 10⁴(0.1 + 0.461) = 48.28 ґ 10⁷

K_HL1 = 6 1.2 ґ 10⁷ / 48.28 ґ 10⁷ = 0.539

K_HL2 = 6 1.2 ґ 10⁷ / 8.62 ґ 10⁷ = 0.72

Принимаю K_HL1 = K_HL2 = 1

[G_H]₁ = 480 ґ 1 / 1.1 = 432,43МПа

[G_H]₁ = 420 ґ 1 / 1.1 = 381,82МПа

В качестве допускаемого контактного напряжения принимаю

[G_H] = 0.5([G_H]₁ + [G_H]₂)

[G_H] = 0.5(432.43 + 381.82) = 407.125

должно выполняться условие

[G_H] = 1.23[G_H]_min

469.64 = 1.23 ґ 981.82

407.125 < 469.64

2.1.4. Определение межосевого расстояния

a = K_a(u + 1) ³ T₂K_H / (u[G_H])2_ba

K_a = 430МПа

_ba – коэффициент рабочей ширины зубчатого венца

_ba = 2_bd / (u+1)

_bd = 0.9

_ba = 2ґ0.9 / (5.6 + 1) = 0.27

K_H – коэффициент распределения нагрузки по ширине зубчатого венца

K_H = 1.03

a = 430 ґ 6.6 ³ 104.94 ґ 1.03 / (5.6 ґ 407.125)² ґ 0.27 = 2838 ґ ³ 108.088 / 1403444.88 = 120.75

2.1.6. Согласование величины межосевого расстояния с ГОСТ2185–66

Принимаю a = 125

2.1.7. Определение модуля зацепления

m = (0.01…0.02)a

m = 0.015ґ125 = 1.88мм

2.1.8. Определение числа зубьев шестерни "z₁" и колеса "z₂"

z_i = 2acos/m_n

 – угол наклона зубьев

Принимаю  = 15

z_c = 2 ґ 125 ґ 0.966 / 2.5 = 120.8  120

Число зубьев шестерни

z₁ = z₀ / (u+1) = 120 / 6.6 = 18.18  18

z_min = 17cos³ = 15.32

z₁  z_min

Число зубьев колеса

z₂ = z_c – z₁ = 120 – 18 = 120

u_ф = z₂ / z₁ = 102 / 18 = 5.67

u = 1.24%

2.1.9. Уточнение угла наклона зубьев

ф = arcos((z_1ф + z_2ф) m_n / 2a)

ф = arcos((102 + 18) ґ 2 / 2 ґ 125) = arcos0.96 = 1512'4''

2.1.10. Определение делительных диаметров шестерни и колеса

d₁ = m_n ґ z₁ / cos_ф = 2.18 / 0.96 = 37.5мм

d₂ = m_n ґ z₂ / cos_ф = 2.102 / 0.96 = 212.5мм

2.1.11. Определение окружной скорости

V₁ = d₁n₁ / 60000 = 3.14 ґ 37.5 ґ 1435 / 60000 = 2.82 ^м/_с

2.1.12. Назначение степени точности n` передачи

V₁ = 2.82 ^м_/с  n` = 8

2.1.13. Уточнение величины коэффициента _ba

_ba = (K_a³ (u_ф + 1)³ T₂ K_H) / (u_a[b_n]² a³)

_ba = 430³ ґ 6.6³ ґ 104.94 ґ 1.03 / (5.6 ґ 407.125)² ґ 125³ =
= 2.471 ґ 10¹² / 10.152 ґ 10¹² = 0.253

По ГОСТ2185–66  _ba = 0.25

2.1.14. Определение рабочей ширины зубчатого венца

b = _ba ґ a

b = 0.25 ґ 125 = 31.25

b = 31

2.1.15. Уточнение величины коэффициента _bd

_bd = b / d₁

_bd = 31.25 / 37.5 = 0.83

2.2. Проверочный расчет зубчатой цилиндрической передачи на контактную выносливость

2.2.1. Уточнение коэффициента K_H

K_H = 1.03

2.2.2. Определение коэффициента F_HV

F_HV = F_FV = 1.1

2.2.3 Определение контактного напряжения и сравнение его с допускаемым

G_H = 10800 ґ z_Ecos_ф / a =  (T₁ ґ (u_ф + 1)³ / b ґ u_ф) ґ K_H ґ K_h ґ K_HV  [G_H]МПа

z_E =  1 / E_

E_ = (1.88 – 3.2 ґ (1 / z_1ф + 1 / z_2ф)) ґ cos_ф

E_ = (1.88 – 3.2 ґ (1 / 18 + 1 / 102)) ґ 0.96 = 1.6039

z_E =  1 / 1.6039 = 0.7895

K_h = 1.09

G_H = 10800 ґ 0.7865 ґ 0.96 / 125 ґ  (19.3 / 31) ґ (6.6³ / 5.6) ґ 1.09 ґ 1.03 ґ1.1 =
= 65.484 ґ 6.283 = 411.43

G_H = (411.43 – 407.125) / 407.125 ґ 100% = 1.05% < 5%

2.3. Проверочный расчет зубчатой цилиндрической передачи на выносливость при изгибе

2.3.1. Определение допускаемых напряжений на выносливость при изгибе для материала шестерни [G_F]₁ и колеса [G_F]₂

[G_F]_1,2 = (G_F01,2 ґ K_F) / S_F1,2

G_F0 – предел выносливости при изгибе

G_F0 = 1.8HB

G_F01 = 1.8 ґ 205 = 368

G_F02 = 1.8 ґ 175 = 315

S_F – коэффициент безопасности

S_F = 1.75

K_F – коэффициент долговечности

K_F = ⁶ N_F0 / N_KFE

K_F0 – базовое число циклов

N_F0 = 4 ґ 10⁶

N_FE – эквивалентное число циклов

N_FE = 60nL_h ґ (T_i / T_max)⁶ ґ L_hi / L_h

N_FE1 = 60 ґ 1435 ґ 10000 ґ (0.1 ґ 1⁶ +0.9 ґ 0.8⁶) = 289.24 ґ 10⁶

N_FE2 = 60 ґ 256.25 ґ 10000 ґ (0.1 ґ 1⁶ +0.9 ґ 0.8⁶) = 55.68 ґ 10⁶

K_FL1 = ⁶ 4 ґ 10⁶ / 289.24 ґ 10⁶ = 0.49

K_FL2 = ⁶ 4 ґ 10⁶ / 55.68 ґ 10⁶ = 0.645

Принимаю K_FL1 = K_FL2 = 1

[G_F]₁ = 369 / 1.75 = 210.86

[G_F]₂ = 315 / 1.75 = 180

2.3.2. Определение эквивалентных чисел зубьев шестерни и колеса

z_v1 = z₁ / cos³ = 20

z_v2 = z₂ / cos³ = 113

2.3.3. Определение коэффициентов формы зубьев шестерни и колеса

Y_F1 = 4.08

Y_F2 = 3.6

2.3.4. Сравнение относительной прочности зубьев

[G_F] / Y_F

[G_F]₁ / Y_F1

[G_F]₁ / Y_F1 = 210.86 / 4.20 = 51.47

[G_F]₂ / Y_F2

[G_F]₂ / Y_F2 = 180 / 3.6 = 50

Менее прочны зубья колеса

2.3.6. Определение напряжения изгиба и сравнение его с допускаемым

G_F2 = 2000 ґ T₂ ґ K_F ґ K_F ґ K_FV ґ Y_F2 ґ Y_ / b ґ m ґd₂  [G_F]МПа

E_ = b ґ sinф /  ґ m_n

E_ = 31.25 ґ 0.27 / 3.14 ґ 2 = 1.3436

K_F – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

K_F = (4 + (E_ – 1) ґ (n` – 5)) / 4E_

E_ = 1.60 ґ 39

n` = 8

K_F = (4 + (1.6039 – 1) ґ (8 – 5) / 4 ґ 1.6039 = 0.9059

K_F – коэффициент распределения нагрузки по ширине зубчатого венца

K_F = 1,05

K_Fv – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении

K_Fv = 1.1

Y_ – коэффициент, учитывающий наклон зуба

Y_ = 1 –  / 140

Y_ = 1 – 15.2 / 140 = 0.89

G_F2 = 2000 ґ 104.94 ґ 0.9059 ґ 1.05 ґ 1.1 ґ 3.6 ґ 0.89 / 31 ґ 2 ґ 212.5 = 153,40

G_F2 = 153.40  [G_F] = 180

3. Расчет валов

3.1. Усилие на муфте

3.1.1. МУВП

F_N = (0.2…0.3) _tм

F_tм – полезная окружная сила на муфте

F_tм = 2000 T_1p / D₁

T_1p = K_gT₁

K_g = 1.5

T_1p = 1.5 ґ 19.3 = 28.95Нм

D₁ – расчетный диаметр

D₁ = 84мм

F_tм = 2000 ґ 28.95 / 84 = 689.28H

F_tм1 = 0.3 ґ 689.29 = 206.79H

3.1.2. Муфта цепная

D₂ = 80.9мм

d = 25мм

T_2p = T₂ ґ K_g

K_g = 1.15

T_2p = 1.15 ґ 104.94 = 120.68Hм

F_tм = 2000 ґ 120.68 / 80.9 = 2983.44H

F_м = 0.25 ґ 2983.44 = 745.86H

3.2. Усилия в косозубой цилиндрической передаче

F_t1 = F_t2 = 2000 ґ T₁ / d₁ = 2000 ґ 19.3 / 37.5 = 1029.33

3.2.2. Радиальная сила

F_r1 = F_r2 = F_t1 ґ tg / cos

 = 20

 = 15.2

F_r1 =1029.33 ґ tg20 / cos15.2 = 1029.33 ґ 0.364 / 0.96 = 390.29H

3.2.3. Осевая сила

F_a = F_aI = F_ai+1 = F_a ґ 

F_a = 1029.39 ґ tg15.2 = 279.67H

Величины изгибающих моментов равны:

изгибающий момент от осевой силы на шестерню:

M_a1 = F_a1 ґ d₁ /2
M_a1 = 279.67 ґ 37.5 ґ 10^-3 / 2 = 5.2438Hм

изгибающий момент от осевой силы на колесо:

M_a2 = F_a1 ґ d₂ / 2

M_a2 = 279.67 ґ 212.5 ґ 10^-3 / 2 = 29.7149Hм

4. Разработка предварительной компоновки редуктора

l = 2b_m

q = b_m

b_m = 31 + 4 = 35мм

p₁ = 1.5b_m

p₂ = 1.5b_k

p₁ = 1.5  52.5

a = p₁ = 52.5

b = c = b_m = 35мм

5. Проектный расчет первого вала редуктора

6. Построение эпюр

6.1. Определение опорных реакций

Вертикальная плоскость

Момент относительно опоры "II"

M^в_II = F_r1 ґ b – F ґ (d₁ / 2) – F_rI^b ґ (b + c) = 0

F_rI^в = (F_rI ґ b – F_a ґ (dt/2)) / (b + c)

F_rI^в = (390.29 ґ 35 – 279.67 ґ (37.5 / 2)) / (35 + 35) =
= (13660.15 – 5245.81) / 70 = 120.23

Момент относительно опоры "I"

M^в_I = F_r^в_II ґ (b + c) – F_r1c – F ґ (d₁ / 2) = 0

F_II^в = (F_r1 ґ c + F_a ґ (d₁ / 2)) / (b + c)

F_II^в = (390.29 ґ 35 + 279.67 ґ (37.5 / 2)) / 70 = 270.06

Проверка

p^в = F_rII^в + F_rI^в – F_rI

p^в = 270.06 + 120.23 – 390.29 = 0

Горизонтальная плоскость

Момент относительно опоры "II"

M^г_II = F_t1 ґ b – F_гI^г ґ (b + c) + F_м ґ a

F_rI^г = (F_t1 ґ b + F_м1 ґ a) / (b + c)

F_rI^г = (1029,33 ґ 35 + 206,79 ґ 52,5) / (35 + 35) = (36026,55 + 10856,48) / 70 = 669,76

Момент относительно опоры "I"

M_I = F_м ґ (a + b + c) – F_r^г_II ґ (b +c) – F_t1 ґ c

F_rII^г = (F_t1 ґ c – F_м1 ґ (a +b +c)) / (b + c)

F_rII^г =(1029.33 ґ 35 – 206.79 ґ (35 + 35 + 52.5)) / 70 = 152.78

Проверка:

p^г = F_rII^г – F_t1 + F_rI^г + F_м1

p^г = 152.78 – 1029.33 + 669.76 + 206.79 = 0

Определяю полные опорные реакции:

F_t1 =  (F_r^в_I)² + (F_r^г_I)²

F_t1 =  120.23² + 669.76² = 680.4

F_tII =  (F_r^в_II)² + (F_r^г_II)²

F_tII = 270.06² + 152.78² = –310.3

6.2. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

Эпюра изгибающих моментов в вертикальной плоскости:

М^в_II = 0

М₁`^в = F_r^в_II ґ b

М₁`^в = 270.06 ґ 35 = 3452.1 ґ 10^-3

М₁``^в = F_r^в_II ґ b – F_a1 ґ d₁ / 2

М₁``^в = 9452.1 – 5243.8 = 4208.3 ґ 10^-3

М^в_I = 0

Эпюра изгибающих моментов в горизонтальной плоскости:

М^г_II = F_м1 ґ a = 0

М^г_II = 206.79 ґ 52.5 = 10856.5 ґ 10^-3

М₁^г = F_r^г_I ґ b

М₁^г = 669.76 ґ 35 = 23441.6 ґ 10^-3

6.3. Определение диаметров валов в опасных сечениях

В сечении "II"

М_IIрез =  (М^в_II)² + (М^г_II)²

T = T₁ = 19.3

М_IIрез =  (10.856)² = 10.856

Приведенный момент:

М_IIпр =  (М^в_IIрез)² + 0.45T₁²

М_IIпр =  (10.86)² + 0.45 ґ 19.3² = 16.89

В сечении "I"

М_Iрез =  (М''₁^в)² + (М^г_I)²

М_Iрез =  4.208² + 5.347² = 6.804

М_Iпр =  (М_Iрез)² + 0.45T₁²

М_Iпр =  6.804² + 0.45 ґ 19.3² = 14.62

Определяю диаметры валов

Валы из стали 45

В сечении "II"

d_II = 10 ³ M_IIпр / 0.1[G_u]

d_II = 10 ³ 16.89 / 0.1 ґ 75 = 13.11мм

[G_u] = 75МПа

принимаю d_II = 25мм

В сечении "I"

d_I = 10 ³ M_Iпр / 0.1[G_u]

d_II = 10 ³ 14.62 / 0.1 ґ 75 = 12.49мм

принимаю d_I = 30мм

7. Выбор подшипников качения по динамической грузоподъемности для опор валов редуктора

7.1. Выбор подшипников качения для первого вала редуктора

7.1.1. Схема нагружения подшипников

7.1.2. Выбираю тип подшипников

F_I = 680.29

F_II = 310

F_a = 279.67

F_a / F_rI = 0 / 680.4 = 0  ШРО №105

F_a / F_rII = 279.67 / 680.4 = 0.9  ШРУ

Наиболее нагруженная опора  "I" опора

Два радиально–упорных подшипника типов 36000, 46000, 66000

7.1.3. Задаюсь конкретным подшипником

ШРУО тип 306205

d = 25мм

D = 52 мм

B = 15 мм

R = 1.5мм

C = 16700H

C₀ = 9100H

F_a1 / C₀ = 279.67 / 9100 = 0.031

Параметр осевого нагружения

l = 0.34

x = 0.45

y = 1.62

 – угол контакта

 = 12

7.1.4. Определение осевых составляющих реакций от радикальных нагрузок в опорах

S_1,2 = l' ґ F_rI,II

F_rI / C₀ = 680.4 / 9100 = 0.075

F_rII / C₀ = 310.3 / 9100 = 0.34

l'₁ = 0.335

l'₂ = 0.28

S_I = 0.335 ґ 680.4 = 227.93

S_II = 0.28 ґ 310.3 = 86.88

7.1.5. Устанавливаю фактические осевые силы F_aI и F_aII, действующие на опоры "I" и "II"

F_a + S_I = 279.67 + 227.93 = 507.6  S_II

507.6  86.88

F_aI = S_I = 227.93

F_aII = F_a + S_I = 507.6

7.1.6. Определяю эквивалентную нагрузку для каждой опоры

V = 1

P_i = (cVF_ri + yF_ai) ґ K_ ґ K_т

K_ = 1.1

K_т = 1.4

P_I = (0.45 ґ 1 ґ 680.4 + 1.62 ґ 227.93) ґ 1.1 ґ 1.4 =
= (306.18 + 369.25) ґ 1.54 = 1040.16

P_II = 0.45 ґ 1 ґ 310.3 ґ 1.62 ґ 507.6 ґ 1.54 = 1481.4

7.1.7. Определяем эквивалентную приведенную нагрузку, действующую на наиболее нагруженную опору

P_IIпр = K_пр ґ P_II

K_пр = ³ ₁₁ + ₂₂

K_пр = ³ 1 ґ 0.1 + 0.8³ ґ 0.9 = ³ 0.5608 = 0.825

P_IIпр = 0.825 ґ 1481.4 = 1222.16

7.1.8. По заданной номинальной долговечности в [час] L_h, определяю номинальную долговечность в миллионах оборотов

L = 60 ґ n ґ L_h / 10⁶

L = 60 ґ 1435 ґ 100000 / 10⁶ = 861

7.1.9. Определяю расчетную динамику подшипника

c = P_IIпр ^3.3 z

c = 1222.16 ^3.3 861 = 9473.77

Основные характеристики принятого подшипника:

Подшипник № 36205

d = 25мм

D = 52мм

C = 16700H

 = 15мм

r = 1.5мм

C₀ = 9100H

n = 13000 ^об_/мин

7.2. Проектный расчет второго вала редуктора и подбор подшипников

d₂ = c ³ N₂ / n₂

c = d₁ / (³ N₁ / n₁)

c = 30 / (³ 2.9 / 1435) = 238.095

d₂ = 238.095 ³ 2.813 / 256.25 = 52.85

Принимаю: d_II = 45

Подшипник № 36209

d = 45мм

D = 85мм

 = 19мм

r = 2мм

c = 41200H

C₀ = 25100H

n = 9000 ^об_/мин

 = 12

8. Уточнённый расчёт на усталостную прочность одного из валов редуктора

Для первого вала редуктора:

Запас усталостной прочности

n = n_G ґ n_ /  n²_G + n² > [n] = 1.5

n_G – коэффициент запаса усталостной прочности только по изгибу

n_G = G–₁ / ((K_G / E_mE_n) ґ G_a + _bG_m)

n_ – коэффициент запаса усталостной прочности только по кручению

n_ =  / ((K_ / E_mE_n) ґ _a + _ ґ _m)

G_-1; _-1 – предел усталостной прочности при изгибе и кручении

G_-1 = (0.4…0.43) ґ G_b

G_b  500МПа

G_-1 = 0.42 ґ 850 = 357

_-1 = 0.53G_-1

_-1 = 0.53 ґ 357 = 189.2

G_m и _m – постоянные составляющие

G_a = G_u = M_рез / 0.1d³

_a = _m =  / 2 = (T / 2) / (0.2d³)

_G; _ – коэффициенты, учитывающие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на усталостную прочность

_G = 0.05

_ = 0

E_m – масштабный фактор, определяемый в зависимости от диаметра вала и наличия концентраторов напряжения

E_n – фактор качества поверхности, определяемый в зависимости от способа обработки вала и предела прочности стали на растяжение

K_G и K_ – эффективные коэффициенты концентрации напряжений, которые выбираются в зависимости от фактора концентрации напряжений и предела прочности стали при растяжении

8.1. Определение запаса усталостной прочности в сечении вала "А–А"

d = 20мм

М_рез = 0

n = n_ = _-1 / ((K_ / (E_m ґ E_n)) ґ _a + _ ґ _m)

_-1 = 189.2

_a = _m = (19.5 / 2) / (0.2 ґ 20³) = 6.09

_G = 0.05

_ = 0

K_V = 1.85

K_ = 1.4

E_m = 0.95

E_n = 1.9

n = 1.89 / (1.4 ґ 6.09 / 0.9 ґ 0.95) = 18.98 > [n] = 1.5

8.2. Запас усталостной прочности в сечении вала "Б–Б"

D = 25мм

T₁ = 19.3

M_рез = 10,86

_-1 = 189.2МПа

G_-1 = 357

K_V = 1.85

K_ = 1.4

E_m = 0.93

E_n = 0.9

G_a = M_рез ґ10³ / 0.1d³

G_a = 10.86 ґ 10³ / 0.1 ґ 25³ = 10860 / 1562.5 = 6.95

_a = Ѕ T₁ / 0.2d³

_a = 0.5 ґ 19.3 ґ 10³ / 0.2 ґ 25³ = 9650 / 3125 = 3.1

n_G = (G–₁) / ((K_g / E_m ґ E_n) ґ G_a + _bV_m)

n_G = 357 / ((1.85 ґ 6.95) / (0.9 ґ 0.93)) = 357 / 15.36 = 23.24

V_m = 0

n_ = –₁ / ((K_ ґ _a) / (E_m ґ E_n)

n_ = 189.2 / ((1.4 ґ 3.1) / (0.93 ґ 0.9)) = 189.2 / 5.19 = 36.45

n = n_G ґ n_ /  n²_G + n²_

n = 23.24 ґ 36.45 /  23.24² + 36.45² = 847.1 /  540.1 + 1328.6 =
= 847.1 /  1868.7 = 847.1 / 43.23 = 196.6 > [n] = 1.5

8.3. Определение запаса усталостной прочности в сечении вала "B–B"

d = 30мм

T = 19.3

M_рез = 6,8

_-1 = 189.2МПа

K_V = 1.85

K_ = 1.4

E_m = 0.91

E_n = 0.9

G_a = 6.8 ґ 10³ / 0.1 ґ 30³ = 2.5

_a = 9650 / 5400 = 1.79

n_G = 357 / ((1.85 ґ 2.5) / (0.9 ґ 0.91)) = 63.22

n_ = 189.2 / ((1.4 ґ 1.79) / (0.9 ґ 0.91)) = 61.83

n = 63.22 ґ 61.83 /  63.22² + 61.83² = 3908.9 /  3996.8 + 3822.9 =
= 3908.9 /  7819.7 = 3908.9 / 88.42 = 44.2 > [n] = 1.5

9. Подбор и проверочный расчет шпонок

9.1. Для участка первого вала под муфту

l = l_ст – (1…5мм)

l_ст = 40мм

l = 40 ґ 4 = 36мм

d = 20мм

b = 6мм

h = 6мм

T = 19.5

G_см = 4T ґ 10³ / dh(l – b)  [G_см] = 150МПа

G_см = 4 ґ 19.5 ґ 10³ / (20 ґ 6 ґ (35 – 6)) = 78000 / 3600 = 21.67МПа

21.67МПа  150МПа

9.2. Для участка первого вала под шестерню

l_ст = 35мм

l = 32мм

d = 30мм

b = 8мм

h = 7мм

T = 19.5

G_см = 4 ґ 19.3 ґ 10³ / (30 ґ 7 ґ (32 – 8)) = 15.3МПа

9.3. Для участка


29-04-2015, 04:15